呂靜，李昶，石冬冬，陳啟

?

二氧化碳微通道蒸發(fā)器壓降特性的模擬驗(yàn)證

呂靜1，李昶1，石冬冬2，陳啟3

（1上海理工大學(xué)環(huán)境與建筑學(xué)院，上海 200093；2中國建筑科學(xué)研究院上海分院，上海 200023；3天津三電汽車空調(diào)有限公司，天津 300385）

分析二氧化碳微通道蒸發(fā)器的物理結(jié)構(gòu)及二氧化碳兩相段及過熱段的流動(dòng)特性，基于有限元分析法，采用分段研究的方法建立微通道二維分布參數(shù)模型。研究各參數(shù)對(duì)二氧化碳在微通道中流動(dòng)特性的影響，根據(jù)模擬結(jié)果可得壓降主要發(fā)生在蒸發(fā)器入口經(jīng)集流管進(jìn)入扁管處，二氧化碳在過熱段壓降遠(yuǎn)小于兩相段壓降。蒸發(fā)壓力對(duì)扁管內(nèi)的壓降影響很小，隨著二氧化碳質(zhì)量流率增大，壓降增大，兩相區(qū)與過熱區(qū)分界線右移。對(duì)比分析模擬與實(shí)驗(yàn)結(jié)果，誤差在10%之內(nèi)，驗(yàn)證所建立數(shù)學(xué)模型的合理性。

二氧化碳；數(shù)值模擬；兩相流；微通道蒸發(fā)器；壓降特性；模型驗(yàn)證

引 言

跨臨界二氧化碳汽車空調(diào)在歐洲得到了廣泛應(yīng)用，熱交換器為制冷系統(tǒng)的關(guān)鍵部件之一，其本身性能及不同的設(shè)計(jì)方式將直接影響系統(tǒng)的性能[1]，其主要換熱部件蒸發(fā)器經(jīng)歷了由管翅式到微通道平行流換熱器的發(fā)展歷程[2]。微通道換熱器與常規(guī)換熱器相比，體積小，傳熱系數(shù)大，效率高，耐壓性強(qiáng)，但其壓降大，容易出現(xiàn)堵塞和流動(dòng)分配不均的現(xiàn)象。二氧化碳流動(dòng)過程中的壓降分析，國內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了大量的研究[3-20]。Zhao等[3-4]對(duì)CO2微通道蒸發(fā)器的傳熱和壓降性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，分析了在不同的蒸發(fā)器進(jìn)口干度情況下，飽和溫度、制冷劑質(zhì)量通量及空氣流量對(duì)制冷能力的影響。關(guān)于換熱器扁管內(nèi)沸騰換熱壓降分析，Pettersen[5-7]對(duì)管徑為0.81 mm的鋁制微通道中的二氧化碳流動(dòng)蒸發(fā)時(shí)的傳熱系數(shù)和壓降進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，并且對(duì)二氧化碳在微管內(nèi)的兩相流流型進(jìn)行了可視化實(shí)驗(yàn)研究，得到了二氧化碳在微管內(nèi)流動(dòng)蒸發(fā)的流型圖。Thome等[8]提出Friedel分相流壓降模型[9]適用于二氧化碳兩相區(qū)。Tran等[10]提出的壓降關(guān)聯(lián)式為Kim等[11]在其蒸發(fā)器模型中所使用。Jassim等[12]關(guān)聯(lián)式是一種概率型壓降模型，考慮了沸騰流型的變化，通過實(shí)驗(yàn)對(duì)比發(fā)現(xiàn)可很好地預(yù)測二氧化碳兩相區(qū)壓降特性?，F(xiàn)有研究中對(duì)二氧化碳微通道整體的壓降研究較少，主要集中在沸騰換熱兩相區(qū)的壓降。因此，本研究為微通道蒸發(fā)器整體做分段處理，分別對(duì)微通道蒸發(fā)器入口段、扁管段、出口端綜合分析，建立了二維參數(shù)模型及實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，進(jìn)行了模擬計(jì)算和實(shí)驗(yàn)分析，驗(yàn)證了所建立的壓降數(shù)學(xué)模型的合理性。

1 物理模型

本研究的微通道換熱器具有一個(gè)流程，由35層平行微通道扁管組成，每個(gè)扁平管內(nèi)有18個(gè)當(dāng)量直徑為1.096 mm的微通道。兩相的二氧化碳來自集流管，并沿著微通道流動(dòng)，且與位于微通道管之間的百葉窗翅片的空氣進(jìn)行熱交換。圖1為微通道蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)簡圖，圖2為微通道百葉窗翅片的結(jié)構(gòu)圖。表1為微通道蒸發(fā)器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，表2為微通道蒸發(fā)器百葉窗翅片和扁管的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

表1 微通道蒸發(fā)器主要參數(shù)

表2 百葉窗角度θ=30°扁管及翅片的主要參數(shù)

2 實(shí)驗(yàn)裝置及內(nèi)容

該實(shí)驗(yàn)臺(tái)在原有的翅片式二氧化碳熱泵熱水器的基礎(chǔ)上改造建立。如圖3所示，在該微通道換熱器進(jìn)出口安裝鉑電阻以及壓力變送器，在微通道換熱器表面固定熱電偶，測量微通道換熱器壁面溫度。根據(jù)溫度值與壓力值以及空氣的溫度、濕度以及風(fēng)速等參數(shù)可以實(shí)現(xiàn)二氧化碳微通道特性研究。實(shí)驗(yàn)中可通過改變電子膨脹閥開度來調(diào)節(jié)二氧化碳在微通道換熱器入口處的干度以及質(zhì)量流率。

實(shí)驗(yàn)內(nèi)容主要有以下幾點(diǎn)：①選取某一微通道扁管為研究對(duì)象，在其表面布置熱電偶，測量二氧化碳微通道蒸發(fā)器壁面表面溫度分布；②通過測量氣冷器測二氧化碳進(jìn)出口壓力值與溫度值，得出在不同工況下二氧化碳在系統(tǒng)中的流量大?。虎蹨y量二氧化碳在節(jié)流閥前后的壓力值與溫度值，計(jì)算得出二氧化碳在進(jìn)入節(jié)流閥之前的焓值大小，以便求出二氧化碳在微通道蒸發(fā)器入口的干度值；④測量空氣入口干球溫度、相對(duì)濕度以及速度大小，在微通道扁管相應(yīng)放置熱電偶處測量空氣出口干球干度、相對(duì)濕度；⑤測量二氧化碳在微通道蒸發(fā)器進(jìn)出口處的溫度值與壓力值，以此求出壓降大小以及微通道換熱器總換熱量大小。

3 數(shù)學(xué)模型

以上述結(jié)構(gòu)的二氧化碳微通道蒸發(fā)器為模擬對(duì)象建立數(shù)學(xué)模型。

3.1 穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)模型

沿著二氧化碳流動(dòng)方向，把微通道扁管劃分100個(gè)微元段，前一個(gè)微元段的出口狀態(tài)參數(shù)賦予下一個(gè)微元段入口。基于有限元分析法[11,21-22]，建立二氧化碳微通道蒸發(fā)器二維分布參數(shù)模型，分析二氧化碳在微通道內(nèi)的壓降特性。為了簡化計(jì)算，對(duì)二氧化碳微通道蒸發(fā)器的數(shù)學(xué)模型做以下假設(shè)：①二氧化碳從集液管平均分流到每一個(gè)微通道管內(nèi)[23]；②在微通道管之間無傳導(dǎo)熱無管壁熱阻；③二氧化碳側(cè)與空氣側(cè)均為穩(wěn)態(tài)流動(dòng)；④凝結(jié)水表面的空氣為飽和狀態(tài)且不計(jì)凝結(jié)水的熱阻；⑤潤滑油和非凝性氣體的影響不予考慮；⑥二氧化碳的流動(dòng)與空氣的流動(dòng)為一維均勻流動(dòng)。

3.2 二氧化碳側(cè)壓降模型

二氧化碳在微通道管道中的流動(dòng)壓降包含以下兩個(gè)部分，即進(jìn)出微通道蒸發(fā)器的局部阻力壓降和扁管內(nèi)的流動(dòng)壓降。微通道蒸發(fā)器的局部阻力壓降又包括蒸發(fā)器進(jìn)口管道流入集流管的壓降、集流管流入扁管的突縮壓降、集流管流入蒸發(fā)器出口管道的壓降。扁管內(nèi)的流動(dòng)壓降又包括兩相區(qū)的摩擦壓降以及動(dòng)量壓降、過熱區(qū)單相壓降。因?yàn)樵撐⑼ǖ罁Q熱器為平行流換熱器，不計(jì)其重力壓降。

3.2.1 二氧化碳流入集流管和流出集流管的壓降

因微通道蒸發(fā)器進(jìn)出口與系統(tǒng)管徑大小一致，所以忽略蒸發(fā)器進(jìn)出口處的壓降損失。二氧化碳從微通道蒸發(fā)器進(jìn)口管道流入集流管、集流管中流入微通道蒸發(fā)器出口管道這兩部分壓降損失。在兩相區(qū)采用均相流密度，過熱區(qū)采用單相密度進(jìn)行計(jì)算。外接管道內(nèi)徑為9 mm，集流管內(nèi)徑為27 mm，二氧化碳流入集流管壓降損失可按式(1)計(jì)算[24]。

二氧化碳流出集流管壓降損失可按式(2)計(jì)算。

(2)

式中，in、out為彎頭局部阻力系數(shù)，這里取in=0.82，out=0.45；為集管橫截面積與進(jìn)口連接管面積比，根據(jù)實(shí)驗(yàn)過程中所采用的微通道換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)可知這里=9[25]。

3.2.2 二氧化碳進(jìn)入扁管的突縮壓降 因微通道孔徑遠(yuǎn)小于集流管管徑，因此當(dāng)二氧化碳由扁管流入集流管時(shí)，可以忽略突擴(kuò)引起的壓力復(fù)得。二氧化碳由集流管流入扁管時(shí)，突縮引起的壓力損失可由Coleman[26]提出的關(guān)聯(lián)式(3)進(jìn)行計(jì)算。

其中

k為空泡系數(shù)，采用Huq[27]模型

con為微通道與集管橫截面積比。

3.2.3 兩相區(qū)的摩擦壓降 Jassim等[12]關(guān)聯(lián)式為一種基于概率兩相流型圖的壓降模型，將整個(gè)流動(dòng)壓降模型分為液相流壓降模型、氣相流動(dòng)壓降模型、間歇流動(dòng)壓降模型、環(huán)狀流的壓降模型。以出現(xiàn)各種流型的概率來計(jì)算流動(dòng)過程中摩擦壓降。

液相、氣相流壓降模型，當(dāng)h<2300，；h>2300，。

間歇流動(dòng)壓降模型

環(huán)狀流的壓降模型

其中DG為氣相達(dá)西摩擦因子，使用總質(zhì)量通量按氣相Reynolds數(shù)公式進(jìn)行計(jì)算。

(7)

其中

liq、int、vap、ann各個(gè)流型出現(xiàn)的概率：

liq=(1-)

int=(1-)-(1-)

vap=x

ann=1-liq-int-vap

基于R134A實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)曲線進(jìn)行擬合計(jì)算得出、、、、。參考文獻(xiàn)[28]中方法，對(duì)R134A實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)作為CO2所用的參數(shù)進(jìn)行驗(yàn)證。

=59.828-53.769exp(-r/114.514)

=0.2845(r-100)+3.27

=-0.154+0.00387r

=

=99.54-112.63exp(-r/349.22)

經(jīng)過計(jì)算可知，該關(guān)聯(lián)式僅僅適用于高質(zhì)量通量下的兩相區(qū)摩擦壓降計(jì)算。由=99.54? 112.63exp(?r/349.22)>0可得r≥43 kg·m?2·s?1。

3.2.4 兩相區(qū)的動(dòng)量壓降 因二氧化碳流動(dòng)過程中動(dòng)量變化引起的壓降可由式(8)計(jì)算。

式中，為空泡系數(shù)[29]。

3.2.5 過熱區(qū)壓降 因在過熱區(qū)，二氧化碳為氣體單相流，過熱段的壓降可按照氣體單相流處理[30]。

當(dāng)h<2300，；h>2300，。

4 模擬結(jié)果分析

4.1 模型驗(yàn)證

對(duì)實(shí)驗(yàn)工況所得的壓降做相應(yīng)的模擬，對(duì)比分析實(shí)驗(yàn)中壓降值與模擬計(jì)算壓降值，如圖4所示。模擬值均小于實(shí)驗(yàn)值，相對(duì)誤差均在10%以內(nèi)，這證明了理論壓降模型建立合理。表3為不同工況下實(shí)驗(yàn)壓降值和模擬壓降值，最大相對(duì)誤差為7.6%。造成誤差主要原因有以下幾個(gè)方面：忽略了連接二氧化碳微通道蒸發(fā)器進(jìn)出口的管道中的沿程摩擦阻力；因工藝上的原因，實(shí)際情況中微通道扁管中出現(xiàn)堵塞，造成壓力損失較大。

表3 實(shí)驗(yàn)壓降值和模擬壓降值

4.2 扁管內(nèi)的壓降模擬

圖5表示當(dāng)二氧化碳質(zhì)量流率r=50～70 kg·m?2·s?1，入口干度i=0.2，蒸發(fā)壓力r=3 MPa；空氣入口溫度ai=20℃，相對(duì)濕度=25%，平均迎面風(fēng)速a=2 m·s?1時(shí)，二氧化碳的壓力沿程分布。在r=50 kg·m?2·s?1時(shí)，扁管內(nèi)壓降為2.44 kPa；在r=60 kg·m?2·s?1時(shí)，扁管內(nèi)壓降為3.42 kPa；在r=70 kg··m?2·s?1時(shí)，扁管內(nèi)壓降為4 kPa。由圖可知，當(dāng)二氧化碳質(zhì)量流量一定時(shí)，二氧化碳在過熱區(qū)壓降很小，兩相區(qū)的壓降遠(yuǎn)大于過熱區(qū)的壓降；且二氧化碳質(zhì)量流率越大，壓降越大。隨著二氧化碳質(zhì)量流率的增大，兩相與過熱分界線右移。

a—two phase zone and superheat zone boundary onr=50 kg·m?2·s?1; b—two phase zone and superheat zone boundary onr=60 kg·m?2·s?1; c—two phase zone and superheat zone boundary onr=70 kg·m?2·s?1

圖6表示當(dāng)二氧化碳質(zhì)量流率r=400 kg·m?2·s?1，入口干度i=0.2,蒸發(fā)壓力r=3～5 MPa；空氣入口溫度ai=25℃，相對(duì)濕度=30%，平均迎面風(fēng)速a=2 m·s?1時(shí)，二氧化碳蒸發(fā)壓力對(duì)其壓降的影響。在r=3 MPa時(shí)，扁管內(nèi)壓降為24.62 kPa；在r=4 MPa時(shí)，扁管內(nèi)壓降為18.46 kPa；在r=5 MPa時(shí)，扁管內(nèi)壓降為19.62 kPa。由圖可知，蒸發(fā)壓力對(duì)二氧化碳兩相區(qū)壓降影響非常小。

4.3 蒸發(fā)器的壓降模擬

對(duì)于每一個(gè)流程而言，總壓降由以下幾個(gè)部分壓降組成：二氧化碳進(jìn)入集流管的壓降、集流管流入扁管突縮壓降、兩相區(qū)摩擦壓降與動(dòng)量壓降、過熱段壓降、二氧化碳從集流管流出的壓降。計(jì)算從連接微通道蒸發(fā)器入口處算起，經(jīng)集流管流入微通道扁管，再次流入集流管，最終由集流管流出至微通道蒸發(fā)器與外接管連接處的整體壓降大小。

當(dāng)二氧化碳質(zhì)量流率r=50 kg·m?2·s?1，入口干度i=0.2，蒸發(fā)壓力r=3 MPa；空氣入口溫度ai=20℃，相對(duì)濕度=25%，平均迎面風(fēng)速a=2 m·s?1時(shí)，通過模擬計(jì)算得出二氧化碳從入口處進(jìn)入微通道蒸發(fā)器至離開微通道蒸發(fā)器整個(gè)過程的壓力分布狀態(tài)圖（圖7）。

a—evaporator inlet; b—flat tube inlet; c—evaporator outlet; d—two phase zone and superheat zone boundary onr=70 kg·m?2·s?1

由圖7可知，整個(gè)流動(dòng)過程中壓降主要部分為蒸發(fā)器入口經(jīng)集流管進(jìn)入微通道扁管時(shí)的壓降，這部分壓降占整體壓降98%以上，二氧化碳兩相流時(shí)壓降幅度大于過熱段壓降幅度。這也從側(cè)面反映了二氧化碳作為制冷劑可以彌補(bǔ)微通道壓降較大的缺點(diǎn)。

5 結(jié) 論

分析了二氧化碳微通道蒸發(fā)器內(nèi)結(jié)構(gòu)和流動(dòng)引起的壓降損失，建立了二氧化碳微通道蒸發(fā)器壓降模型。由原有的熱泵熱水器實(shí)驗(yàn)臺(tái)改造后建立微通道蒸發(fā)器實(shí)驗(yàn)臺(tái)，實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證模擬結(jié)果，分析各參數(shù)對(duì)壓降的影響，主要結(jié)論如下。

（1）采用分段研究的方法分析了整個(gè)微通道蒸發(fā)器的壓降，提出在r≥43 kg·m?2·s?1宜采用Jassim等兩相區(qū)摩擦壓降計(jì)算二氧化碳兩相區(qū)的摩擦壓降，并建立了數(shù)學(xué)模型。

（2）基于有限元分析法，建立微通道蒸發(fā)器的二維分布參數(shù)數(shù)學(xué)模型，模擬結(jié)果對(duì)比實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，得出誤差在10%以內(nèi)，驗(yàn)證了降壓模型的正確性。

（3）二氧化碳質(zhì)量流率增大，扁管內(nèi)壓降增大，兩相區(qū)與過熱區(qū)分界線后移。蒸發(fā)壓力對(duì)扁管內(nèi)壓降影響非常小。

（4）流動(dòng)過程中壓降主要發(fā)生在蒸發(fā)器入口經(jīng)集流管進(jìn)入微通道扁管處的壓降，這部分壓降占整體壓降98%以上，兩相流段的壓降大于過熱段壓降。

符 號(hào) 說 明

A——面積，m2 D——管徑，m Dh——水力直徑，m f——摩擦系數(shù) G——質(zhì)量流率，kg·m-2·s-1 L——長度，m p——壓力，MPa Re——Reynolds數(shù) T——開爾文溫度，K t——攝氏溫度，℃ u——速度，m·s?1 v——風(fēng)速，m·s-1 We——Weber數(shù) Xtt——Lockhart-Martinelli數(shù) x——干度 γ——集管橫截面積與進(jìn)口連接管面積比 δ——厚度，m ε,ω——空泡系數(shù) ξ——彎頭局部阻力系數(shù) ρ——密度，kg·m-3 σ——收縮面積比 φ——相對(duì)濕度 下角標(biāo) a——空氣 c——冷凝 con——收縮 d——寬度 i, in——進(jìn)口 l, liq——液態(tài) o, out——出口 r——二氧化碳 tp——兩相 tf——厚度 v, vap——?dú)鈶B(tài)

References

[1] GIANNAVOLA M S, HRNJAK P S. Experimental study of system performance improvements in transcritical R744 systems for mobile air-conditioning and heat pumping[J]. Statistics in Medicine, 2002, 18(15): 2041-2049.

[2] PETTERSEN J, HAFNER A, SKAUGEN G,. Development of compact heat exchangers for CO2air conditioning systems[J]. International Journal of Refrigeration, 1998, 21(3): 180-193.

[3] ZHAO Y, OHADI M M, FRANCA F H R. Experimental heat transfer coefficients of CO2in a microchannel evaporator[C]//Ashrae Transactions 2003 Winter Meeting. Chicago, USA: American Society of Heat, Refrigerating and Air-conditioning Engineers, 2003: 533-541.

[4] ZHAO Y, MOLKI M, OHADI M M,. Flow boiling of CO2in microchannel[C]//Ashrae Transactions 2000 Winter Meeting. Dallas, USA: American Society of Heat, Refrigerating and Air-conditioning Engineers, 2000: 437-445.

[5] PETTERSEN J. Two-phase flow pattern, heat transfer, and pressure drop in microchannel vaporization of CO2[J]. Ashrae Transactions, 2003, 109: 523-532.

[6] PETTERSEN J. Flow vaporization of CO2in microchannel tubes[J]. Experimental Thermal & Fluid Science, 2004, 28 (2/3): 111-121.

[7] PETTERSEN J. Two-phase flow patterns in microchannel vaporization of CO2near-critical pressure[J]. Heat Transfer Engineering, 2004, 2004(3): 52-60.

[8] THOME J R, RIBATSKI G. State-of-the-art of two-phase flow and flow boiling heat transfer and pressure drop of CO2, in macro and microchannel[J]. International Journal of Refrigeration, 2005, 28(8): 1149-1168.

[9] FRIEDEL L. Improved friction pressure drop correlation for horizontal and vertical two-phase pipe flow[C]// European Two-Phase Flow Group Meeting. Ispra, Italy, 1979: Paper E2.

[10] TRAN T N, CHYU M C, WAMBSGANSS M W,. Two-phase pressure drop of refrigerants during flow boiling in small channels, an experimental investigation and correlation development[J]. International Journal of Multiphase Flow, 2000, 26(11): 1739-1754.

[11] KIM M H, BULLARD C W. Development of a microchannel evaporator model for a CO2, air-conditioning system[J]. Energy, 2001, 26(10):931-948.

[12] JASSIM E W, NEWELL T A. Prediction of two-phase pressure drop and void fraction in microchannel using probabilistic flow regime mapping[J]. International Journal of Heat & Mass Transfer, 2005, 49(15): 2446-2457.

[13] YUN R, KIM Y, MIN S K,. Boiling heat transfer and dryout phenomenon of CO2, in a horizontal smooth tube[J]. International Journal of Heat & Mass Transfer, 2003, 46(13): 2353-2361.

[14] YOON S H, CHO E S, YUN W H,. Characteristics of evaporative heat transfer and pressure drop of carbon dioxide and correlation development[J]. International Journal of Refrigeration, 2004, 27(2): 111-119.

[15] 石冬冬. 二氧化碳微通道蒸發(fā)器換熱特性研究[D]. 上海: 上海理工大學(xué), 2015. SHI D D. The research of heat transfer characteristics of carbon dioxide in microchannel evaporator[D]. Shanghai: University of Shanghai for Science and Technology, 2015.

[16] 趙紅藝. 二氧化碳在細(xì)徑管內(nèi)蒸發(fā)換熱特性和壓降的實(shí)驗(yàn)研究[D]. 北京: 清華大學(xué), 2004. ZHAO H Y. Experiment study on boiling heat transfer characteristics and pressure drop of CO2in a small diameter tube[D]. Beijing: Tsinghua University, 2004.

[17] 劉巍. 微通道蒸發(fā)器的優(yōu)化設(shè)計(jì)及流量分配特性研究[D]. 南京: 南京航空航天大學(xué), 2013. LIU W. Research on optimization and fluid flow distribution characteristics of microchannel evaporator[D]. Nanjing: Nanjing University of Aeronautics and Astronautics, 2013.

[18] 常威. 矩形細(xì)通道內(nèi)流動(dòng)沸騰特性分析及實(shí)驗(yàn)研究[D]. 濟(jì)南: 山東大學(xué), 2012. CHANG W. Characteristic analysis and experimental study of flow boiling in rectangular mini-channel[D]. Jinan: Shandong University, 2012.

[19] 趙宇, 祁照崗, 陳江平. 微通道平行流蒸發(fā)器流程布置研究與分析[J]. 制冷學(xué)報(bào), 2009, 30(1): 25-29. ZHAO Y, QI Z G, CHEN J P. Flow configuration in microchannel parallel flow evaporator[J]. Journal of Refrigeration, 2009, 30(1): 25-29.

[20] 徐曉光. 微細(xì)通道沸騰換熱壓力損失和換熱特性實(shí)驗(yàn)與理論研究[D]. 南京: 南京理工大學(xué), 2009. XU X G. Experimental and theoretical investigation on pressure drop and heat transfer flow boiling in microchannel[D]. Nanjing: Nanjing University of Science and Technology, 2009.

[21] 張海清, 郭蓓. 采用分布參數(shù)模型的CO2微通道蒸發(fā)器數(shù)值模擬[J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2012, 46(1): 42-47. ZHANG H Q, GUO B. Numerical simulation of the carbon dioxide microchannel evaporator using distributed parameter model[J]. Journal of Xi'an Jiaotong University, 2012, 46(1): 42-47.

[22] 鄧敏鋒. 多元平行流蒸發(fā)器數(shù)值模擬及性能優(yōu)化[D]. 長沙: 中南大學(xué), 2007. DENG M F. Numerical simulation and performance optimization of multiple parallel flow evaporator[D]. Changsha: Central South University, 2007.

[23] VIST S, PETTERSEN J. Two-phase flow distribution in compact heat exchanger manifolds[J]. Experimental Thermal & Fluid Science, 2004, 28(2): 209-215.

[24] YIN J M, BULLARD C W, HRNJAK P S. Single-phase pressure drop measurements in a microchannel heat exchanger[J]. Heat Transfer Engineering, 2002, 23(4): 3-12.

[25] JIAN M Y, BULLARD C W, HRNJAK P S. R744 gas cooler model development and validation[J]. International Journal of Refrigeration, 2001, 24(7): 692-701.

[26] COLEMAN J W. An experimentally validated model for two-phase sudden contraction pressure drop in microchannel tube headers[J]. Heat Transfer Engineering, 2004, 25(3): 69-77.

[27] HUQ R, LOTH J. An analytical two-phase flow void fraction prediction method[C]// AIAA 5th Joint Thermophysics and Heat Transfer Conference. Seattle, USA: American Institute of Aeronautics and Astronautics, 1990: 90-1738.

[28] 金紀(jì)峰. 采用微通道換熱器的二氧化碳汽車空調(diào)系統(tǒng)研究[D]. 上海: 上海交通大學(xué), 2011. JIN J F. Research on a carbon dioxide automobile air conditioning system using microchannel heat exchangers[D]. Shanghai: Shanghai Jiao Tong University, 2011.

[29] CHENG L, RIBATSKI G, WOJTAN L,. New flow boiling heat transfer model and flow pattern map for carbon dioxide evaporating inside horizontal tubes[J]. International Journal of Heat & Mass Transfer, 2006, 49(21/22):4082-4094.

[30] CHURCHILL S W. Friction-factor equation spans all fluid-flow regimes[J]. Chemical Engineering, 1977, 84: 91-92.

Simulate verification of CO2microchannel evaporator pressure drop

Lü Jing1, LI Chang1, SHI Dongdong2, CHEN Qi3

(1School of Environment and Architecture, University of Shanghai for Science and Technology, Shanghai 200093, China;2China Academy of Building Research, Shanghai Institute, Shanghai 200023, China;3Tianjin Sanden Auto Air-conditioning Limited Company, Tianjin 300385, China)

This research aims at analyzing the physical structure of CO2microchannel evaporator and the fluidity of CO2at two-phase segment and overheat segment. Based on the finite element analysis and the method of segmentation study, the researcher established the microchannel two-dimensional distribution model. The model simulation show that pressure drop mainly happens at the junction of header pipe and flat tube. Pressure drops more at overheat segment than at two-phase segment. Influence of evaporating pressure to the pressure drop of CO2at flat tube is small. Boundary line between two-phase segment and overheat segment shifts right, when the CO2flow rate increases and the pressure drop grows. Comparative analysis of simulation and experimental results show the error is within 10%, which verifies the reliability of the established model.

carbon dioxide; numerical simulation; two-phase flow; microchannel evaporator; pressure drop characteristics; model validation

10.11949/j.issn.0438-1157.20161165

TK 124

A

0438—1157（2017）05—1866—08

李昶。

呂靜（1964—），女，副教授。

滬江基金項(xiàng)目（D14003）；長三角科技聯(lián)合攻關(guān)項(xiàng)目（10195811000）。

2016-08-18收到初稿，2017-01-13收到修改稿。

2016-08-18.

LI Chang, 524731404@qq.com

supported by the Hujiang Foundation of China (D14003) and the Yangtze River Delta Technology Joint Research (10195811000).